机械专业课程设计说明书

1目录一、传动方案的拟定……………………………………1二、电动机的选择………………………………………1三、传动装置运动及动力参数的计算…………………2四、传动零件的设计计算………………………………4五、轴的计算……………………………………………8六、滚动轴承的选择和计算……………………………11七、键连接的选择和计算………………………………12八、联轴器的选择………………………………………13九、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择………13十、设计小结……………………………………………14十一、参考文献……………………………………………142计算及说明结果一、传动方案拟定（1）工作条件：使用年限5年，每日工作24小时，载荷平稳，环境清洁。（2）原始数据：输送带工作拉力F=2300N；带速V=1.5m/s；滚筒直径D=400mm；二、电动机选择1、按已知的工作要求和条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电动机。2、选择电动机的功率工作机构所需的电动机输出功率为Pd=Pw/ηPw=Fv/(1000ηw)所以Pd=Fv/(1000ηwη)查表选择相应的效率：η1、η2、η3、η4、η5、η6带传动、齿轮传动的轴承、齿轮传动、联轴器、卷筒轴的轴承及卷筒的效率。分别取η带=0.96、η轴=0.99、η齿=0.97、η联=0.98、η轴2=0.98、η筒=0.96η总=ηwη=η带×η轴2×η齿×η联×η轴×η筒=0.96×0.992×0.97×0.98×0.98x0.96=0.84所以Pd=Fv/(1000ηwη)=2300x1.5/(1000x0.84)=4.1KW3.确定电动机转速：卷筒轴的工作转速为：n筒=60×1000V/πD=60×1000×1.5/π×400=71.7r/min按推荐的传动比合理范围，取V带传动的传动比i带=2~4,单级齿轮传动比i齿=3~5则总传动比理时范围为i总=6~20。故电动机转速的可选范围为n’d=i总×n筒=（6~20）×71.7=430~1434r/min符合这一范围的同步转速有750、1000r/min。再根据计算出的功率，由附表2.1查出有三种适用的电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况Pd=4.1Kwn筒=71.7r/min3见下表方案电动机型号额定功率电动机转速/(r.min-1)传动装置的总传动比p/kW同步转速满载转速1Y160M2-85.57507209.422Y132M2-65.5100096012.57综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量以及带传动和减速器的传动比，比较两个方案可知选择方案2比较合适。因此选定电动机型号为Y132M2-6，所选电动机的额定功率P=5.5kW,满载转速n=960r/min,总传动比适中，传动装置结构紧凑。三、传动装置运动及动力参数的计算1、计算总传动比并分配传动比（1）总传动比：i总=n电动/n筒=960/71.7=13.4（2）分配传动比查表取V带传动比i带=3i齿=i总/i带=13.4/3=4.472、计算运动以及动力参数（1）各轴的转速I轴n1=n电机=960r/minII轴n2=n电动/i带=960/3=320r/minIII轴n3=n2/i齿=320/4.47=71.59r/minII轴即为工作机构的卷筒轴，nIII=n筒（2）各轴的输入功率I轴P1=Pd=4.1kWII轴P2=Pd×η带=4.1x0.96=3.94kWIII轴P3=P2×η23=P1η齿η轴承=3.94x0.99x0.97=3.78kW(3)计算各轴的转矩电动机类型Y132M2-6带传动比i带=3齿轮传动比i齿=4.47n1=960r/minn2=320r/minn3=71.59r/min功率P1=4.1KwP2=3.94KwP3=3.78Kw4电动机I轴T1=9550xPd/n=9550x4.1/960=40.79N﹒mII轴T2=117.58N.mIII轴T3=504.25N·m四、传动零件的设计计算1、皮带轮传动的设计计算（1）选择普通V带截型由课本P164表9.26得：kA=1.2PC=KAP=1.2×5.5=6.6KW查课本图9.13得：选用B型V带（2）确定带轮基准直径，并验算带速由课本得，推荐的小带轮基准直径为125~140mm则取dd1=140mmdmin=125dd2=n1/n2•;dd1=960/320×140=420mm由课本9.3表，取dd2=425mm实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×140/425=316.2r/min转速误差为：n2’-n2/n2=(316.2-320)/320=-0.012在±0.05以内(允许)带速V：V=πdd1n1/60×1000=π×140×960/60×1000=7.03m/s在5~25m/s范围内，带速合适。（3）确定带的基准长度L和中心距a0根据0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)0.7(140+425)≤a0≤2×(140+425)所以有：395.5mm≤a0≤1130mm由课本P84式（5-15）得：L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0转矩T1=40.79N·mT2=117.58N·mT3=504.25N·m计算功率Pc=6.6KwDd1=140mmDd2=425mm带速V=7.03m/s5=2×1000+1.57(140+425)+(425-140)2/4×1000=2907mm根据课本表9.4取Ld=2800mm根据课本式（5-16）得：a≈a0+Ld-L0/2=1000+2800-2907/2=1000-50.4=950mm(4)验算小带轮包角α1=180o-dd2-dd1/a×57.3o=180o-(425-140)/950×57.3o=180o-17.2o=162.8o120o（适用）（5）确定V带的根数根据课本表9.10得P1=2.10KW根据课本表9.18得Kb=2.6494x10-3根据i=3.04查课本表9.19得Ki=1.1373△P1=Kb·n1（1-1/Ki）=0.31KW根据课本图9.12得Kα=0.97根据课本表9.4得KL=1.05代入得Z=PC/P’=PC/(P1+△P1)KαKL=6.6/(2.1+0.31)×0.97×1.05=2.79圆整后得Z=3根(6)求初拉力F0及带轮轴上的压力Fq由课本表9.6查得q=0.17kg/m，由式9.23单根V带的初拉力：F0=500PC/Zv（2.5/Kα-1）+qv2=[500×6.6/3×7.03×(2.5/0.97-1)+0.17×7.032]N=411.67N则作用在轴承的压力FQ，由课本P87式（5-19）带基准长度Ld=2800mm中心距a0=950mmV带根数为3根初拉力F0=411.67N6FQ=2ZF0sinα1/2=2×3×411.67xsin162.8/2=2445.3N2、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为220~260HBS。大齿轮选用45钢正火，齿面硬度170~210HBS；根据课本表11.20选8级精度。齿面粗糙度Ra≤3.2~6.3μm(2)按齿面接触疲劳强度设计由公式11.23d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3齿数Z1、Z2和齿宽系数φd确定有关参数如下：传动比i齿=4.47取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=4.47×20=90实际传动比I0=90/20=4.5传动比误差：i-i0/I=4.47-4.5/4.47=0.7%2.5%可用齿数比：u=i0=4.5因单级直齿圆柱齿轮为对称布置，而齿轮表面又为软齿，由表11.19选取φd=0.8(3)转矩T1T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×4.1/320=122359.4N•;mm(4)载荷系数k由课本表11.10取k=1(5)许用接触应力[σH][σH]=σHlimZNT/SH由课本图11.25查得：σHlimZ1=580MpaσHlimZ2=540Mpad1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3带轮轴上压力FQ=2445.3NZ1=20Z2=90Φd=0.8转矩T1=122359.4N7=76.43[1×122359.4×(4.2+1)/(0.8×4.2×5802]1/3mm=63.11mm模数：m=d1/Z1=63.11/20=3.2mm根据课本表11.3取标准模数：m=3mm(6)校核齿根弯曲疲劳强度根据式σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH]确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=3×20mm=60mmd2=mZ2=3×90mm=270mm齿宽：b=φdd1=0.8×60mm=48mm取b=48mmb1=b+5=53mm(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=20,Z2=90由表11.12得YFa1=2.81YSa1=1.56YFa2=2.26YSa2=1.78(8)许用弯曲应力[σF]根据课本P136（6-53）式：[σF]=σFlimYSTYNT/SF由课本11.26查得：σFlim1=210MpaσFlim2=190Mpa试验齿轮的应力修正系数YST=2按一般可靠度选取安全系数SF=1.25计算两轮的许用弯曲应力[σF]1=σFlim1YST/SF=210×2/1.25Mpa=336Mpa[σF]2=σFlim2YST/SF=190×2/1.25Mpa=304Mpa将求得的各参数代入式（6-49）模数m=3mm分度圆d1=60mmd2=270mm齿宽b=48mmb1=53m许用弯曲应力[σF]1=336Mpa[σF]2=304Mpa8σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=(2×1×122359.4/48×3x2×20)×2.81×1.56Mpa=185.4Mpa[σF]1σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1=(2×1×122359.4/48×3x2×84)×2.26×1.78Mpa=43.6Mpa[σF]2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩aa=m(Z1+Z2)/2=3(20+90)/2=165mm(10)计算齿轮的圆周速度VV=πd1n1/60×1000=3.14×63×320/60×1000=1.0m/s由表11.21可知选取8级精度是合适的五、轴的设计计算输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217~255HBS根据课本，并查取c=107d≥107(3.94/320)1/3mm=24.7mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=24.7×(1+5%)mm=25.935mm∴选d=28mm2、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标中心距a=165mmV=1.0m/sD1=28mm9准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（30+3×2）=36mm因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mmⅤ段直径d5=30mm.长度L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=117mm(3)按弯矩复合强度计算①求分度圆直径：已知d1=60mm②求转矩：已知T1=122359.4N•;mm③求圆周力：Ft根据式得Ft=T1/d1=122359.4/60=2039.32N④求径向力Fr根据课本式得Fr=Ft•;tanα=2039.32×tan20o=742N(1)绘制轴受力简图（如图a）（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=371NFAZ=FBZ=Ft/2=1019.7N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=37